CC BY
10
но движущихся масс;
Рм - давление механических потерь; Мс - момент сопротивления; \- номер цилиндра; п - число цилиндров;
приведенный момент инерции вращающихся
масс;
соср - средняя угловая скорость коленчатого вала на угле поворота от ср1 до ср2.
Анализ литературы показывает, что математическое моделирование проводилось для отдельных процессов.
Так в модели используются принципы моделирования топливоподачи, разработанные Астаховым И.В. и Файнлейбом Б.Н.
Моделирование топливоподачи строится на следующих принципах:
расчет искомых функций системы дифференциальных уравнений граничных условий насоса с помощью численных методов интегрирования.
расчет процесса в трубопроводе; расчет искомых функций системы дифференциальных уравнений граничных условий у форсунки с помощью численных методов интегрирования;
учет волновых явлений в трубопроводе и его гидравлического сопротивления;
учет остаточных свободных объемов; учет изменения вязкости топлива от давления; учет изменения коэффициента сжимаемости топлива от давления.
При расчете процессов газообмена, используется методика, предложенная Л. Коваржиком, Д. Гассоном, И.Н. Вибе. Здесь производим расчет нескругленной индикаторной диаграммы на различных цикловых подачах.
Работа механических потерь рассчитывается по методу, предложенному Г. Бертом и М. Капобьянко.
Основными преимуществами данной математической модели являются:
моделирование многоцилиндрового дизеля в
целом;
возможность определения влияния на неравномерность вращения коленчатого вала таких факторов как: нарушение угла опережения впрыска, неравномерность подачи топлива по цилиндрам, неравномерность угла опережения впрыска по цилиндрам, нарушение регулировки давления начала подъема иглы форсунки;
возможность моделирования на неустановившемся скоростном режиме.
Построенная модель позволяет получать достоверные скоростные, нагрузочные, регулировочные характеристики дизеля, а также эффективно планировать экспериментальные исследования на реальном двигателе, существенно сократив материальные и трудовые затраты.
Список литературы
1. Разработка метода диагностирования автомобильныхдизелей по неравномерности вращения коленчатого вала (диссертация) / Дис. ... канд. техн. наук. - Тюмень, 2003. - 174 с.
В.Б. Держа некий, И.А.Тараторкин, Б.А.Гэлосеев, В.В. Жуков
Курганский государственный университет
ФОРМИРОВАНИЕ ВЫСОКОЧАСТОТНОГО ДИНАМИЧЕСКОГО НАГРУЖЕНИЯ ЭЛЕМЕНТОВ ХОДОВОЙ ЧАСТИ ГУСЕНИЧНОЙ МАШИНЫ
Большинство современных быстроходных гусеничных машин (БГМ) оснащается гусеницами с обрезинен-ной беговой дорожкой переменной толщины эластичного слоя. Принято считать, что такое решение ограничивает погонную массу, уменьшает зависимость прочности от износа, снижает уровень шума и электромагнитных излучений. При эксплуатации машин с обрезиненной беговой дорожкой (ОВД) по дорогам с малодеформируемым основанием (каменистая щебеночная, зимняя бесснежная дорога с колеей, мерзлый грунт, разбитый асфальт и др.) коэффициент постели которых не превышает 35 ... 50 МН/м2 [1], наблюдается усталостное разрушение балансиров, выполненных из высоколегированной стали 40ХН2МА-Ш с коэффициентом вариации выносливости 0.1 в зоне концентрации - перехода оси балансира в стебель по галтели (рис. 1 а, сечение А-А, в зоне сварки лабиринтного уплотнения).
Рис. 1. Конструкция балансира а - эскиз, 1-балансир, 2-лабиринтное уплотнение; б - разрушенные балансиры: 1, 2, 3 - зоны разрушения
Зависимость ресурса деталей ходовой части от жесткости грунтов (дорог) известна, подтверждена многими экспериментальными данными и опытом эксплуатации быстроходных гусеничных машин. В условиях движения машины по деформируемому основанию наезд первого опорного катка (ОК) на трак приводит к его погружению в
грунт как в дискретную упругую среду, сопровождается вертикальным и угловым перемещением. Следующие ОК двигаются по сравнительно ровному полотну беговой дорожки. Поэтому, при мягких грунтах, переменная упругость шины - ОВД меньше влияет на динамику контактного взаимодействия и характер нагруженности балансира, а значение удельных накопленных усталостных повреждений опорной ветви гусениц, следовательно, ОК и балансиров не превышает 0,47.
При движении по малодеформируемым грунтам значение вышеуказанного параметра достигает 0,80. На твердых дорогах характер взаимодействия шины с траком крайне не стабилен, вплоть до отрыва ОК от поверхности ОВД из-за изменения уровня элементов профиля беговой дорожки [2], относительного разворота смежных траков. Использование в таких условиях асфальтоходных башмаков усугубляет протекание процесса взаимодействия шина - ОВД и повышает динамическую нагружен-ность балансира. Вследствие колебаний корпуса машины и переменности характера взаимодействия трака с твердой дорогой, реакцию в сопряжении шина-ОВД необходимо рассматривать как случайный процесс.
Прогнозируемая функция надежности показывает, что рассматриваемая конструкция балансиров обладает высокой вероятностью безотказной работы в пределах заданного ресурса (гр.1 на рис. 2). Однако при движении на твердой дороге разрушение балансиров происходит через 2...5 тыс. км пробега (гр.2 на рис. 2). Хотя принято считать, что средние балансиры нагружены меньше крайних, но чаще разрушаются средние (рис. 3). Анализу этого явления, определения путей повышения ресурса и посвящена настоящая работа. Выполненные экспериментальные исследования [3] и соответствующие расчетные данные, полученные в соответствии с методикой [4], показывают, что величина упругого сближения в контакте шина - ОВД по длине трака, следовательно и жесткость, являются переменными из-за различной толщины резинового слоя (рис.4). Функция упругого сближения определена при варьировании толщины эластичного слоя ОВД Нд С (0; 21; 27) мм и геометрических размеров шин 95x45; 110х41; 110х33,75; 95х30 мм. При изменении вертикальной нагрузки от 0 до статического значения -15 кН. Наибольшая величина упругого сближения наблюдается при нулевом значении Нд. Это значение вдоль трака постоянно и составляет 5 мм (гр. 1 на рис. 4), а наименьшее - при Нд=27 мм (размеры шины 95 х 30 мм) и колеблется от 1,3 до 2,7 мм (гр. 2 на рис. 4). Наибольшее упругое сближение наблюдается в зоне шарниров трака, где толщина эластичного слоя и пятно контакта минимально. В остальных условиях упругое сближение имеет промежуточное значение от 3,0 до 4,7 мм, сохраняя вышеприведенный характер. Полученные результаты и характер разрушений позволяют выдвинуть гипотезу о разрушении балансира при движении по твердым грунтам дополнительной, не учитываемой ранее, динамической нагрузкой с траковой частотой со= 2жм1\т. Разрушительное действие этих нагрузок проявляется при совпадении частоты возмущений, вызванных переменной жесткостью шина - ОВД, с собственной частотой блока подвески, т.е. в резонансном режиме. Выдвинутая гипотеза подтверждается тем, что вероятность возникновения резонансных режимов крайних балансиров меньше, так как их собственные частоты отличаются от средних из-за присоединенных к ним амортизаторов, отличаются также схемы нагружения.
Последнее определяется тем, что при высокочастотном нагружении балансиров с ограниченной амплитудой перемещения проявляется инерционность амор-
тизаторов. Координатой заделки балансира в расчетной схеме можно принять ось его сопряжения с амортизатором. Особенно это проявляется при низкой температуре среды, когда вязкость масла в амортизаторах увеличивается. Поэтому крайние балансиры имеют больший ресурс.
Следует отметить, что переменная жесткость не только ограничивает долговечность элементов ходовой части, но и приводит к вибронагруженности других систем машины. На определенных скоростных режимах движения возможна генерация супергармонических колебаний в сборочных единицах высокоточного лазерного оптико - электронного оборудования систем управления, установленного в среднем отделении машины, нарушая эффективность его функционирования.
Рис. 2. Функции надежности балансира: 1-прогнозируемая функция; 2-экспериментальное значение при движении по твердой дороге
Рис. 3. Гистограмма усталостного разрушения балансиров при движении по дороге с малодеформируемым основанием
Для исследования нового динамического явления, решения обратной задачи обеспечения требуемого ресурса, необходимо разработать математическую модель и провести соответствующий частотный анализ, определить параметры резонансного режима (АЧХ).
Большинство математических моделей подрессоренного корпуса позволяют изучать движение БГМ как линейной или нелинейной механической системы при детерминированном или случайном возмущении, определять закономерности, отражающие связь параметров плавности хода с конструктивными параметрами системы подрессоривания в характерных условиях движения, нагруженность элементов ходовой части.
При этом принимается допущение, что гусеница является деформируемой однородной лентой, хотя в трудах В. П. Аврамова отмечено существенное влияние звен-чатости гусеницы на динамику машины. Вопросам действия возмущений, обусловленных рельефом беговой дорожки гусеницы, посвящены многие труды ОмТИИ. Однако исследования построены на основе кинетостати-
24
ВЕСТНИК КГУ, 2008. №3
ческих моделей, по сути геометрии движения ОК по ОВД, без учета инерционных и упруго-демпфирующих, т.е. динамических свойств системы. Модель контактного взаимодействия шины - ОВД, их упругого сближения, в т. ч. в зоне шарниров траков, составлена приближенно, на основе статических данных без учета качения и колебания нагрузки. В действительности процесс взаимодействия шины - ОВД соответствует функционированию узкополосного фильтра. Однако анализ ведется по качественным зависимостям, принимая вертикальные ускорения оси ОК в виде гармонических или постоянных функций, не учитывается скорость деформации и релаксация материалов, т.е. поглощающая и сглаживающая способность. Это приводит к значительному расхождению (до 50%) амплитуд ускорения, а резонансный режим невозможно имитировать.
цессы изменения во времени сил Рх, Р и угла а могут быть пересчитаны в процессы изменения нагрузок Р Р
Р,. М„ и М„
Рис.4. Определение функции упругого сближения «шина - ОБД»
Приведенное определяет необходимость разработки математической модели более полно отражающей формирование динамической нагруженности.
Математическая модель динамического процесса формирования вибронагруженности блока подвески, генерируемой упругим сближением опорного катка с рельефом беговой дорожки гусеницы строится в соответствии с расчетной схемой [1]. Силы, действующие на каждый из опорных катков, представлены в виде трех составляющих в системе координат хуг, связанной с корпусом машины. В связи с тем, что в процессе движения угол а непрерывно изменяется во времени, усилия, действующие на каток, также непрерывно меняют ориентацию по отношению к балансиру. Поэтому вводится система координат XYZ, связанная с балансиром (рис. 5), центр которой находится посередине оси катка. Плоскость ¥2. совпадает с плоскостью балансира, а ось У ей перпендикулярна. Теперь внешние нагрузки могут быть приведены к пяти силовым факторам Рх, Ру, Рг, Мх и Мг, неподвижным по отношению к телу балансира:
Р^) = Рх(фт(а№)+Р^)со5(ат, Рх(1) = -Р^)з1п(ат) + Рх(1)соз(а(1)) Ру(() = Ру(1), Мхт = РутРсоз(а(Ш, М^Р^тИЧ), где Р - радиус опорного катка. Таким образом, в процессе моделирования движения машины по местности про-
Рис. 5 Нагрузки, действующие на балансир
Функцию упругого сближения вдоль траков, принимаемую как кинематическое возмущение блока подвески, определяют на основе решения контактной задачи [4] и экспериментальных данных (рис. 4). В общем случае движения машины необходимо задать микропрофиль дороги. Для изучения поставленной задачи рассматривается движение по ровной дороге с малодеформируе-мым основанием. Собственные частоты блока подвески определяются по дифференциальному уравнению движения, учитывая распределенную массу стебля балансира. Его конструкция является сложно-нагруженной, одновременно действуют продольные силы, изгибающие и крутящие моменты. В соответствии с этим определяются собственные частоты балансира (табл.1). Точное решение уравнения изгибных колебаний стебля не удается, а решение может быть получено на основе приближенного метода Галеркина или численного. Без учета инерции вращения и сдвига уравнение изгибных колебаний можно упростить и решить методом Фурье.
В отдельных случаях необходимую информацию о движении системы, ее частотные характеристики можно определить по упрощенным моделям с одной, двумя степенями свободы, принимая часть элементов сосредоточенной массой, а часть невесомыми. При допущении, что масса стебля балансира меньше массы опорного катка расчетная схема упрощается, а значение главной (первой) частоты можно определить аналитически (последние две строки таблицы).
Для экспериментального определения частотных характеристик предложен экспресс-метод определения собственной частоты системы «балансир-каток». Разработанная экспериментальная установка включает в себя регистратор-спектроанализатор; объект исследования -блок «балансир-каток»; аналого-цифровой преобразователь (частота опроса должна быть не менее 10 кГц) и первичный преобразователь - микромашинный вибродатчик - пьезоакселерометр АОХИОб.
Важной особенностью установки является способность спектроанализатора в режиме реального времени на основе реализации алгоритма прямого преобразования Фурье определять амплитуды и частоты гармонических составляющих регистрируемого сигнала, являющихся в данном приложении собственными частотами исследуемой системы.
Графическое представление спектра собственных
Расчетные схемы и аналитические зависимости для определения собственных частот
Таблица 1
Силовой фактор
Расчетная схема
Уравнение движения
Уравнение собственных частот
1
Модель стебля балансира с распределенной массой
Продольная сила
Ч г(г)Е
<12
N
' Чёг
X
N Л
ч О н ди „ д т(г)—тг + сс— = Е— дГ 01 дг
Т7( \ди
ог
+ д + Рд( г - г0)
СО; =
я- • 7 • а 2-1
Изгибающий момент
дм ,, ды, да.
а г2
д\' д\ п + щ — + —- = О дг дг4
со,
1-
(»4 а,У
Окончание таблицы 1
Силовой фактор
Расчетная схема
Уравнение движения
Уравнение собственных частот
1
Модель стебля балансира с распределенной массой
Крутящий момент
д2<р дер д дГ дГ д:
дг
+ /л + Мд{= - г0)
ю., =
л ■)■ а 2-1
Модель стебля балансира невесомая
Вертикальная сила
Ох
тЛ
у + 2пу + р0 у = О 1 степень свободы
БМ ■ г + г = О 2 степени свободы ( - =
с а' со = Л---
4т'
СО :
Я - со-А = о
Н = С ■
частот системы «балансир -каток» средних и крайних катков (с амортизатором) приведены на рис. 6-7.
W
AK I
^v^Aw^MArt
_
-
1 1 1 1 1 1 400 i i i i i i i i i 377 14G5 iiii 1053 i i i i I i i i i 2441 3418
Frequency [Hz]
Рис. 6. Спектр собственных частот системы «балансир -каток» средних катков
Freqlfency [Нт]
Рис. 7. Спектр собственных частот системы «балансир -каток» крайних катков
Список литературы
1.А6ызов А.А., Березин И.Я., Садаков О.С. Расчет ресурса деталей при случайном независимом многопараметрическом нагружении// Вестник ЮрГУ №11(66). - 2006. -С.30-36.
2.Платонов В.Ф. Динамика и надежность гусеничного движителя. - М.: Машиностроение, 1973. - 232 с.
3.КубасовН.В. Оценка динамической нагруженности элементов гусеничной машины, генерируемых переменной жесткостью беговой дорожки гусеницы: Сборник научных трудов аспирантов и соискателей Курганского государственного университета. - Вып. IX. - Курган: Изд-во Курганского гос. ун-та, 2007. - С.105-106.
4.Теория и конструкция танка: В 10 т./Под общ. ред. П.П. Исакова. -М.: Машиностроение, 1985. - Т.6. - 244 с.
В.Б. Держанский, И.А. Тараторкин, Б.А. Голосеев, Ю.Н. Гизатуллин
Курганский государственный университет
ОСНОВЫ МЕТОДИКИ ПРОГНОЗИРОВАНИЯ ДИНАМИЧЕСКОЙ НАГРУЖЕННОСТИ
ДОТРАНСФОРМАТОРНОЙ ЗОНЫ ГМП
Развитие экономики России во многом определяется освоением природных ресурсов Севера, Сибири и Дальнего Востока, где дорожная сеть развита слабо, а транспортные связи осуществляются наземными машинами высокой проходимости. Для сложных климатических и дорожно-грунтовых условий с низкой несущей способностью (влажные разбитые грунтовые дороги, боло-
тистые места или с высоким уровнем снежного покрова) создаются специальные транспортные машины ТМ-120, ТМ-130, а для лесопромышленного комплекса бесчекер-ная лесотрелевочная машина МЛ-107. Эти машины выполняют не только транспортную функцию, но и приспособлены для монтажа различного технологического оборудования. Общий вид машин представлен на рис. 1.
Для обеспечения высокой проходимости при движении по грунтам с низкой несущей способностью наряду с соответствующими конструктивными решениями разрабатываются гидромеханические трансмиссии. Комплекс эргономических свойств позволяет эксплуатировать такие машины продолжительное время в автономном режиме, что является существенным при проведении работ в экстремальных условиях. Эксплуатация машин в отрыве от сервисных служб повышает уровень требований к их надежности. Однако требуемый гамма - процентный ресурс не удается обеспечить.
Анализ статистики отказов опытных машин свидетельствует об ограниченной долговечности элементов их трансмиссий. При этом наиболее часто происходит усталостное разрушение деталей дотрансформаторной зоны "двигатель - гаситель колебаний - насосное колесо гидротрансформатора" (рис. 2), что возможно вследствие резонансных режимов. Выдвинутая гипотеза о возникновении резонансных режимов, ограничивающих долговечность деталей дотрансформаторной зоны, подтверждена выполненными экспериментальными исследованиями.
Целью работы является разработка методики про-
28
ВЕСТНИК КГУ, 2008. №3
